【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は内燃機関の動弁装置に係り、特に、バルブスプリングの荷重特性を適正化することができ、摩擦損失を低減することができる内燃機関の動弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両等に搭載される内燃機関は、シリンダヘッドに燃焼室に連通するポートを開閉するバルブを軸線方向に移動可能に支持して設け、このバルブをスプリングの付勢力とカムの駆動力とにより開閉駆動する動弁装置を設けている。内燃機関の動弁装置としては、図９に示すものがある。図９において、２０２は内燃機関、２０４はシリンダブロック、２０６はシリンダヘッド、２０８はシリンダヘッドカバー、２１０はシリンダ、２１２はピストン、２１４は燃焼室、２１６は吸気ポート、２１８は排気ポート、２２０は動弁装置である。
【０００３】
内燃機関２０２の動弁装置２２０は、吸気ポート２１６及び排気ポート２１８を開閉する吸気バルブ２２２及び排気バルブ２２４の吸気ステム２２６及び排気ステム２２８を、シリンダヘッド２０６の吸気ステム支持部２３０及び排気ステム支持部２３２に吸気ステムガイド２３４及び排気ステムガイド２３６により軸線方向に移動可能に支持して設けている。
【０００４】
吸気バルブ２２２及び排気バルブ２２４は、吸気ステム端部２３８及び排気ステム端部２４０に吸気コッタ２４２及び排気コッタ２４４により取付けた吸気リテーナ２４６及び排気リテーナ２４８と、シリンダヘッド２０６の吸気ステム支持部２３０及び排気ステム支持部２３２に取付けた吸気スプリングシート２５０及び排気スプリングシート２５２との間に、吸気スプリング２５４及び排気スプリング２５６を装着して設けている。
【０００５】
吸気バルブ２２２及び排気バルブ２２４には、吸気ステム端部２３８及び排気ステム端部２４０に吸気タペット２５８及び排気タペット２６０を装着して設けている。吸気タペット２５８及び排気タペット２６０の吸気シム２６２及び排気シム２６４には、シリンダヘッド２０６の上面に吸気カム軸キャップ２６６及び排気カム軸キャップ２６８により軸支した吸気カム軸２７０及び排気カム軸２７２の吸気カム２７４及び排気カム２７６が摺接される。
【０００６】
この内燃機関２０２の動弁装置２２０は、シリンダヘッド２０６に軸線方向に移動可能に支持した吸気バルブ２２２及び排気バルブ２２４を、吸気スプリング２５４及び排気スプリング２５６の付勢力と吸気カム２７４及び排気カム２７６の駆動力とにより開閉駆動する。
【０００７】
従来の内燃機関の動弁装置には、エンジンのシリンダに備えられる弁を閉鎖方向に付勢する弁ばね機構と、上記弁ばね機構の付勢力に対向して上記弁を開閉駆動する駆動手段とからなるエンジンの動弁装置において、上記弁ばね機構が空気ばねを有して構成されるとともに、上記エンジンの運転状態に応じて上記空気ばねの圧力室内の圧力を可変とする圧力調整手段が備えられているものがある（例えば、特許文献１参照。）。
また、従来の内燃機関の動弁装置には、シリンダヘッド部材と排気弁のバルブリテーナとの間に設けたコイルスプリングを上下２分割に形成し、かつ、それらを直列に配設せしめると共に、それら上下のコイルスプリングの２分割部に介装されながら上下動可能な筒状部材を設け、更に排気弁リフト中の所定リフト時において該筒状部材の下端部がシリンダヘッド部材に接当するように該筒状部材を形成せしめてなるものがある（例えば、特許文献２参照。）。
さらに、従来の内燃機関の動弁装置には、シリンダヘッドの弁案内筒挿通孔の周辺にシリンダ状部材を固設し、このシリンダ状部材に嵌装したピストン状下弁ばね受けの下側に圧力室を形成し、この圧力室を潤滑油圧回路に連通させ、弁のステム端部に装着した上記ばね受けと前記ピストン状下弁ばね受けとの間に弁ばね受けを介装せしめ、エンジン回転の変化に伴う潤滑油圧によって弁ばねの取付荷重を可変とするようにしたものがある（例えば、特許文献３参照。）。
さらにまた、従来の内燃機関の動弁装置には、弁頭間隙を排除するための油圧タペットを備えた、内燃機関の動弁装置において、弁を閉じ方向に付勢する弁ばねのばね定数を、前記弁の部分開度に対応する該弁ばねの圧縮中間点を境として圧縮前半で小さく、圧縮後半で大きく設定したものがある（例えば、特許文献４参照。）。
【０００８】
【特許文献１】
実開平１−１１５８０８号公報（実用新案登録請求の範囲、図１）
【特許文献２】
実開昭５６−９７５０３号公報（実用新案登録請求の範囲、第１図）
【特許文献３】
実開昭５７−６１１０３号公報（実用新案登録請求の範囲、第１図）
【特許文献２】
特開昭６２−１３７０７号公報（特許請求の範囲、第１図、第２図）
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、前記図９に示す従来の内燃機関２０２の動弁装置２２０は、吸気バルブ２２２及び排気バルブ２２４を、吸気タペット２５８及び排気タペット２６０を介して吸気カム２７４及び排気カム２７６のプロフィールに従い軸線方向に移動させる。このとき、吸気バルブ２２２及び排気バルブ２２４は、吸気カム２７４及び排気カム２７６の機械的な力により開放方向へ移動され、吸気スプリング２５４及び排気スプリング２５６の付勢力により閉鎖方向へ移動するように負荷され、動きを制御される。
【００１０】
このような動弁装置のバルブを閉鎖方向に付勢するスプリングは、一般的な荷重特性として、図１０に示すような荷重特性を有している。このスプリングは、バルブの共振現象であるサージングを防止するために、ピッチの広い部分と狭い部分とを有する２段不等ピッチコイルスプリングとし、変更点を挟んでばね定数１及びばね定数２の２段のばね定数を持つように設定している。
【００１１】
また、動弁装置のバルブは、一般的に図１１に示す如き加速度で作動される。加速度は、加速度＝力であるため、図１１に示す加速度線図を、バルブに所定の作動を行わせるために必要な荷重と置き換えることができる。
【００１２】
ところが、図１１に示す加速度線図よれば、バルブのリフトが小さい低リフト部分においては、バルブを作動させるために要求される必要荷重が比較的低いにもかかわらず、バルブに必要以上にスプリング荷重が加わっているため、動弁装置の摩擦損失を大きくしている問題がある。
【００１３】
このような問題に対処するために、図１２に示す如く、ばね定数の変更点Ａをスプリング取り付け高さから最大リフト高さに近づくように設定すると、図１３に示す如く、低リフト部分の摩擦損失を低減することができる（荷重低減部）一方で、最大リフト高さ近傍のスプリング荷重が大きくなる（荷重増大部）ため、動弁装置の摩擦損失を増加させる不都合がある。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
そこで、上述の不都合を除去するために、この発明は、内燃機関のシリンダヘッドに燃焼室に連通するポートを開閉するバルブを軸線方向に移動可能に支持して設け、このバルブをスプリングの付勢力とカムの駆動力とにより開閉駆動する内燃機関の動弁装置において、前記バルブのバルブステムのステム端部にアッパリテーナを取付けて設け、前記バルブのバルブステムを支持するシリンダヘッドのステム支持部にロアリテーナを取付けて設け、このロアリテーナにスプリングシートをバルブの軸線方向に移動可能に保持して設け、前記アッパリテーナと前記スプリングシートとの間にアッパスプリングを装着して設け、前記ロアリテーナと前記スプリングシートとの間にロアスプリングを装着して設け、前記アッパスプリングは第１変更点でばね定数が変化するとともにこの第１変更点より小さい取付荷重で初期設定され、前記ロアスプリングは前記第１変更点よりも大きい第２変更点で初期設定され、前記カムが前記バルブを押し下げる場合に、第１変更点までは前記アッパスプリングを作動させるとともに第２変更点からは該アッパスプリングと前記ロアスプリングとを作動させることを特徴とする。
【００１５】
【発明の実施の形態】
この発明の内燃機関の動弁装置は、アッパスプリングはばね定数が変化する第１変更点より小さい取付荷重で初期設定され、単一のスプリングを作動させる場合に比べて、第１変更点が最大リフト高さに近づくように設定されるので、低リフト時に必要とされる荷重を少なく設定することができるとともに、ロアスプリングは第１変更点よりも大きい第２変更点で初期設定され、第２変更点からはアッパスプリングとロアスプリングとを作動させるので、ロアスプリングの初期荷重点に達すると、ロアスプリングがアッパスプリングの一部として作動し始め、ばね定数が低下するため、最大リフト高さ近傍で必要とされる荷重も小さくすることができる。
【００１６】
【実施例】
以下図面に基づいて、この発明の実施例を説明する。図１〜図４は、この発明の第１実施例を示すものである。図１において、２は内燃機関、４はシリンダブロック、６はシリンダヘッド、８はシリンダヘッドカバー、１０はシリンダ、１２はピストン、１４はヘッド側窪部、１６は燃焼室である。内燃機関２は、シリンダブロック４のシリンダ１０とこのシリンダ１０に摺動可能に内蔵したピストン１２とシリンダヘッド６のヘッド側窪部１４とにより燃焼室１６を形成して設けている。シリンダヘッド６には、燃焼室１６に臨む吸気口１８及び排気口２０に連通する吸気ポート２２及び排気ポート２４を形成して設けている。
【００１７】
この内燃機関２の動弁装置２６は、吸気ポート２２及び排気ポート２４を開閉する吸気バルブ２８及び排気バルブ３０を設けている。吸気バルブ２８及び排気バルブ３０は、吸気口１８及び排気口２０に接離される吸気バルブヘッド３２及び排気バルブヘッド３４を設け、吸気ステム３６及び排気ステム３８をシリンダヘッド６の吸気ステム支持部４０及び排気ステム支持部４２に吸気ステムガイド４４及び排気ステムガイド４６により軸線方向に移動可能に支持して設けている。吸気ステムガイド４４及び排気ステムガイド４６には、吸気ステムシール４８及び排気ステムシール５０を取付けている。
【００１８】
吸気バルブ２８及び排気バルブ３０には、吸気ステム端部５２及び排気ステム端部５４に吸気コッタ５６及び排気コッタ５８により円環形状の吸気アッパリテーナ６０及び排気アッパリテーナ６２を取付けて設けている。
【００１９】
シリンダヘッド６には、吸気ステムガイド４４及び排気ステムガイド４６周囲の吸気ステム支持部４０及び排気ステム支持部４２に円環形状の吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６を取付けて設けている。吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６には、外周縁から吸気アッパリテーナ６０及び排気アッパリテーナ６２側に向かって延長される筒形状の吸気延長部６８及び排気延長部７０を設け、この吸気延長部６８及び排気延長部７０の延長方向先端の内周縁から径中心側に向かって突出される円環形状の吸気係止部７２及び排気係止部７４を設けている。
【００２０】
吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６には、筒形状の吸気延長部６８及び排気延長部７０の内側に、円環形状の吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８を、吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６と吸気係止部７２及び排気係止部７４との間で軸線方向に移動可能に装着している。これにより、吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６には、吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８を吸気バルブ２８及び排気バルブ３０の軸線方向に移動可能に保持している。
【００２１】
吸気アッパリテーナ６０及び排気アッパリテーナ６２と吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８との間には、後述する有蓋無底筒形状の吸気タペット８８及び排気タペット９０に内装されるように、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２を装着している。吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６と吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８との間には、筒形状の吸気延長部６８及び排気延長部７０に内装されるように、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６を装着している。
【００２２】
前記吸気バルブ２８及び排気バルブ３０には、吸気ステム端部５２及び排気ステム端部５４に有蓋無底筒形状の吸気タペット８８及び排気タペット９０を装着して設けている。吸気タペット８８及び排気タペット９０は、シリンダヘッド６の筒形状の吸気タペット支持部９２及び排気タペット支持部９４に軸線方向に摺動可能に支持して設け、吸気凹部９６及び排気凹部９８に吸気シム１００及び排気シム１０２を装着して設けている。
【００２３】
吸気タペット８８及び排気タペット９０の吸気シム１００及び排気シム１０２には、シリンダヘッド６に軸支した吸気カム軸１０４及び排気カム軸１０６の吸気カム１０８及び排気カム１１０が摺接される。吸気カム軸１０４及び排気カム軸１０６は、シリンダヘッド６の上面に吸気カム軸キャップ１１２及び排気カム軸キャップ１１４により軸支して設けている。吸気カム軸キャップ１１２及び排気カム軸キャップ１１４は、吸気キャップ取付ボルト１１６及び排気キャップ取付ボルト１１８によりシリンダヘッド６に取付けて設けている。
【００２４】
動弁装置２６は、シリンダヘッド６に軸線方向に移動可能に支持した吸気バルブ２８及び排気バルブ３０を、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２と吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６との付勢力と、吸気カム１０８及び排気カム１１０の駆動力とにより開閉駆動する。
【００２５】
この動弁装置２６は、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２と吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６との荷重を、図２に示す如く設定している。吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２は、ピッチの広い部分と狭い部分とを有する２段不等ピッチコイルスプリングであり、第１の変更点Ａを挟んで２段のばね定数を持つように設定され、第１変更点Ａでばね定数が変化するとともに、この第１変更点Ａより小さい取付荷重で初期設定される。吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６は、前記第１変更点Ａよりも大きい第２変更点Ｂで初期設定される。
【００２６】
前記第２変更点Ｂは、図３に示す如く、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２の初期設定点Ｄからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｆ上に設定されている。また、前記第１変更点Ａは、第２変更点Ｂからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｇと、荷重ゼロ点Ｈと初期設定点Ｄとを結ぶ線Ｉとの交点に設定されている。
【００２７】
この動弁装置２６のばね定数は、荷重ゼロ点Ｈから第１変更点Ａまでのばね定数をＬ１、第１変更点Ａから第２変更点Ｂまでのばね定数をＬ２、第２変更点Ｂから最大リフト高さまでのばね定数をＬ３とすると、Ｌ１＜Ｌ３＜Ｌ２という関係が成立するように設定している。これにより、この動弁装置２６は、吸気カム１０８及び排気カム１１０が吸気タペット８８及び排気タペット９０を介して吸気バルブ２８及び排気バルブ３０を押し下げる場合に、第１変更点Ａまでは吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２を作動させるとともに、第２変更点Ｂからは吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２と吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６とを作動させる。
【００２８】
次に作用を説明する。
【００２９】
内燃機関２の動弁装置２６は、図１に示す如く、吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６に吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８を軸線方向に移動可能に保持させ、吸気アッパリテーナ６０及び排気アッパリテーナ６２と吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６との間に、吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８を介して、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２と吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６とを装着している。
【００３０】
吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２は、図２に示す如く、ばね定数が変化する第１変更点Ａを、吸気アッパリテーナ６０及び排気アッパリテーナ６２と吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８との間でのスプリング取り付け高さによる初期設定点Ｄよりも最大リフト高さ側に設定している。これにより、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２は、スプリング取り付け高さによる初期設定点Ｄよりも大きい第１変更点Ａでバネ定数が変化し、この第１変更点Ａより小さい初期設定点Ｄの取付荷重で初期設定される。第１変更点Ａは、図３に示す如く、第２変更点Ｂからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｇと、荷重ゼロ点Ｈと初期設定点Ｄとを結ぶ線Ｉとの交点に設定されている。
【００３１】
また、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６は、図２に示す如く、吸気ロアリテーナ６４及び排気ロアリテーナ６６と吸気スプリングシート７６及び排気スプリングシート７８との間に装着されることにより負荷される初期加重を、前記第１変更点Ａよりも最大リフト高さ側の第２変更点Ｂに設定している。これにより、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６は、設定の際に一定の荷重が付加されることにより、第１変更点Ａよりも大きい第２変更点Ｂで初期設定される。この第２変更点Ｂは、図３に示す如く、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２の初期設定点Ｄからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｆ上に設定されている。
【００３２】
動弁装置２６は、吸気カム１０８及び排気カム１１０が吸気タペット８８及び排気タペット９０を介して吸気バルブ２８及び排気バルブ３０を押し下げて、各スプリング８０〜８６に荷重が作用すると、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６の初期荷重（第２変更点Ｂ）までは吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２のみが作動する。吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２のみを作動させるために要求される必要荷重は、比較的低いため、初期設定点Ｄから第１変更点Ａまでのばね定数を荷重ゼロ点Ｈと初期設定点Ｄとを結ぶ線Ｉの延長上に設定し、従来よりも低い荷重特性に設定する。
【００３３】
動弁装置２６は、各スプリング８０〜８６に作用する荷重が、初期設定点Ｄから第１変更点Ａを越えて吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６の初期荷重（第２変更点Ｂ）に達すると、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６が吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２の一部として作動し始めるためスプリング巻き数が増加することになり、ばね定数が低下するため、図２のＣで示すような荷重特性になる。
【００３４】
この動弁装置２６は、このような荷重特性により図４に示すような必要最小限のスプリング荷重設定が可能となり、摩擦低減が可能となる。
【００３５】
このように、この内燃機関２の動弁装置２６は、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２はばね定数が変化する第１変更点Ａより小さい取付荷重で初期設定（初期設定点Ｄ）され、第１変更点Ａが最大リフト高さに近づくように設定されるので、低リフト時に必要とされる荷重を少なく設定することができる。
【００３６】
また、この動弁装置２６は、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６は第１変更点Ａよりも大きい第２変更点Ｂで初期設定され、第２変更点Ｂからは吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２と吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６とを作動させるので、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６の初期荷重点に達すると、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６が吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２の一部として作動し始め、ばね定数が低下するため、最大リフト高さ近傍で必要とされる荷重を小さくすることができる。この動弁装置２６のばね定数は、第１変更点Ａまでのばね定数をＬ１、第２変更点Ｂまでのばね定数をＬ２、第２変更点Ｂからのばね定数をＬ３とすると、Ｌ１＜Ｌ３＜Ｌ２という関係が成立するように設定していることにより、最大リフト高さ位置付近で必要とされる荷重をあまり大きくすることなく、リフト開始直後の荷重を小さくすることができる。
【００３７】
このため、この内燃機関２の動弁装置２６は、バルブスプリングの荷重特性を適正化することができ、摩擦損失を低減することができる。
【００３８】
また、この動弁装置２６は、図３に示す如く、第２変更点Ｂを、吸気アッパスプリング８０及び排気アッパスプリング８２の初期設定点Ｄからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｆ上に設定していることにより、リフト開始点での摩擦損失を小さくすることができるとともにも最大リフト高さでの摩擦損失を最小限にすることができ、また、この第２変更点Ｂを、取り付け高さと最大リフト高さとのほぼ中央に設定することにより、吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６の初期負荷荷重を大きくさせすぎず、摩擦損失を低減することができる。
【００３９】
さらに、この動弁装置２６は、図３に示す如く、第１変更点Ａを、第２変更点Ｂからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｇと、荷重ゼロ点Ｈと初期設定点Ｄとを結ぶ線Ｉとの交点に設定していることにより、リフト開始点での摩擦損失を最小限にすることができるとともにも最大リフト高さでの摩擦損失も最小限にすることができる。
【００４０】
図５は、第２実施例を示すものである。第２実施例においては、第１実施例と同一機能を果たす箇所には同一符号を付して説明する。
【００４１】
第２実施例の動弁装置２６は、シリンダヘッド６の吸気ステムガイド４４及び排気ステムガイド４６周囲の吸気ステム支持部４０及び排気ステム支持部４２に円環形状の吸気ロアリテーナ１２０及び排気ロアリテーナ１２２を取付けて設け、この吸気ロアリテーナ１２０及び排気ロアリテーナ１２２の内周縁から吸気アッパリテーナ６０及び排気アッパリテーナ６２側に向かって延長される筒形状の吸気延長部１２４及び排気延長部１２６を設け、この吸気延長部１２４及び排気延長部１２６の延長方向先端の外周縁から径外側に向かって突出される円環形状の吸気係止部１２８及び排気係止部１３０を設けている。
【００４２】
吸気ロアリテーナ１２０及び排気ロアリテーナ１２２には、筒形状の吸気延長部１２４及び排気延長部１２６の外側に、円環形状の吸気スプリングシート１３２及び排気スプリングシート１３４を、吸気ロアリテーナ１２０及び排気ロアリテーナ１２２と吸気係止部１２８及び排気係止部１３０との間で軸線方向に移動可能に装着している。これにより、吸気ロアリテーナ１２０及び排気ロアリテーナ１２２には、吸気スプリングシート１３２及び排気スプリングシート１３４を吸気バルブ２８及び排気バルブ３０の軸線方向に移動可能に保持している。吸気ロアリテーナ１２０及び排気ロアリテーナ１２２と吸気スプリングシート１３２及び排気スプリングシート１３４との間には、筒形状の吸気延長部１２４及び排気延長部１２６に外装されるように吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６を装着している。
【００４３】
このように、第２実施例の動弁装置２６は、第１実施例の吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６が筒形状の吸気延長部６８及び排気延長部７０に内装されていることに対して、小径の吸気延長部１２４及び排気延長部１２６に外装されていることにより、吸気カム１０８及び排気カム１１０を潤滑して流れ落ちるオイルによって吸気ロアスプリング８４及び排気ロアスプリング８６を潤滑することができ、摩耗を防止して作動の確実性を確保することができる。
【００４４】
図６・図７は、第３実施例を示すものである。第３実施例においては、第１実施例と同一機能を果たす箇所には同一符号を付して説明する。なお、吸気バルブ２８及び排気バルブ３２は、同様に構成されるので、吸気バルブ２８のみを例示して説明し、排気バルブ３２の説明は省略する。
【００４５】
第３実施例の動弁装置２６は、図６に示す如く、シリンダヘッド６の吸気ステムガイド４４周囲の吸気ステム支持部４０に円環形状の吸気ロアリテーナ１３６を取付けて設けている。吸気ロアリテーナ１３６には、外周縁から吸気アッパリテーナ６０側に向かって延長される筒形状の吸気延長部１３８を設け、この延長方向先端の内周縁から径中心側に向かって突出される円環形状の吸気第１係止部１４０を設けるとともに、吸気延長部１３８の延長方向中間の内周縁から径中心側に向かって突出される円環形状の吸気第２係止部１４２を設けている。
【００４６】
吸気ロアリテーナ１３６には、筒形状の吸気延長部１３８の内側に、円環形状の吸気第１スプリングシート１４４を吸気第１係止部１４０と吸気第２係止部１４２との間で軸線方向に移動可能に装着するとともに、円環形状の吸気第２スプリングシート１４６を吸気第２係止部１４２と吸気ロアリテーナ１３６との間で軸線方向に移動可能に装着している。これにより、吸気ロアリテーナ１３６には、複数の吸気第１・第２スプリングシート１４４・１４６を吸気バルブ２８の軸線方向に移動可能に保持している。
【００４７】
吸気アッパリテーナ６０と複数の吸気第１・第２スプリングシート１４４・１４６の１つである吸気第１スプリングシート１４４との間には、有蓋無底筒形状の吸気タペット８８に内装されるように、吸気アッパスプリング１４８を装着している。複数の吸気第１スプリングシート１４４と吸気第２スプリングシート１４６との間には、筒形状の吸気延長部１３８に内装されるように、吸気第１ロアスプリング１５０を装着している。吸気ロアリテーナ１３６と複数の吸気第１・第２スプリングシート１４４・１４６の他の１つである吸気第２スプリングシート１４６との間には、筒形状の吸気延長部１３８に内装されるように、吸気第２ロアスプリング１５２を装着している。
【００４８】
動弁装置２６は、吸気アッパスプリング１４８と吸気第１・第２ロアスプリング１５０・１５２との荷重を、図７に示す如く設定している。吸気アッパスプリング１４８は、ピッチの広い部分と狭い部分とを有する２段不等ピッチコイルスプリングであり、第１の変更点Ａを挟んで２段のばね定数を持つように設定され、第１変更点Ａでばね定数が変化するとともに、この第１変更点Ａより小さい取付荷重で初期設定される。複数の吸気第１・第２スプリングシート１４４・１４６は、前記第１変更点Ａよりも大きい第２変更点Ｂで初期設定されるとともに、この第２変更点Ｂよりも順次に大きくなる各変更点で各々初期設定される。即ち、吸気第１ロアスプリング１５０は、前記第１変更点Ａよりも大きい第２変更点Ｂで初期設定される。吸気第２ロアスプリング１５２は、前記第２変更点Ａよりも大きい第３変更点Ｊで初期設定される。
【００４９】
前記第２変更点Ｂは、吸気アッパスプリング１４８の初期設定点Ｄからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｆ上に設定されている。また、前記第１変更点Ａは、第２変更点Ｂからバルブスプリング必要荷重曲線Ｅへの接線Ｇと、荷重ゼロ点Ｈと初期設定点Ｄとを結ぶ線Ｉとの交点に設定されている。さらに、前記第３変更点Ｊは、前記接線Ｆとバルブスプリング必要荷重曲線Ｅの最大リフト高さにおける接線Ｋとの交点に設定されている。
【００５０】
この動弁装置２６のばね定数は、第１変更点Ａまでのばね定数をＬ１、第２変更点Ｂまでのばね定数をＬ２、第３変更点Ｊまでのばね定数をＬ３、第３変更点Ｊからのばね定数をＬ４とすると、Ｌ１＜Ｌ４＜Ｌ３＜Ｌ２という関係が成立するように設定している。これにより、動弁装置２６は、吸気カム１０８が吸気タペット８８を介して吸気バルブ２８を押し下げる場合に、第１変更点Ａまでは吸気アッパスプリング１４８を作動させるとともに、第２変更点Ｂからは吸気アッパスプリング１４８に吸気第１・第２ロアスプリング１５０・１５２を順次に追加して作動させる。即ち、第２変更点Ｂからは吸気アッパスプリング１４８と吸気第１ロアスプリング１５０とを作動させ、第３変更点Ｊからは吸気アッパスプリング１４８と吸気第１ロアスプリング１５０と吸気第２ロアスプリング１５２とを作動させる。
【００５１】
動弁装置２６は、吸気カム１０８が吸気タペット８８を介して吸気バルブ２８を押し下げて、各スプリング１４８〜１５２に荷重が作用すると、先ず吸気第１ロアスプリング１５０の初期荷重（第２変更点Ｂ）までは吸気アッパスプリング１４８のみが作動する。
【００５２】
動弁装置２６は、各スプリング１４８〜１５２に作用する荷重が、初期設定点Ｄから第１変更点Ａを越えて吸気第１ロアスプリング１５０の初期荷重（第２変更点Ｂ）に達すると、吸気第１ロアスプリング１５０が吸気アッパスプリング１４８の一部として作動し始めるため、スプリング巻き数の増加によりばね定数が低下して、図７のＦで示すような荷重特性になる。
【００５３】
動弁装置２６は、各スプリング１４８〜１５２に作用する荷重が、第２変更点Ｂを越えて吸気第２ロアスプリング１５２の初期荷重（第３変更点Ｊ）に達すると、吸気第２ロアスプリング１５２が吸気第１ロアスプリング１５２とともに吸気アッパスプリング１４８の一部として作動し始めるため、スプリング巻き数の増加によりばね定数がさらに低下して、図７のＫで示すような荷重特性になる。
【００５４】
このように、第３実施例の動弁装置２６は、第１変更点Ａまでのばね定数をＬ１、第２変更点Ｂまでのばね定数をＬ２、第３変更点Ｊまでのばね定数をＬ３、第３変更点Ｊからのばね定数をＬ４とすると、Ｌ１＜Ｌ４＜Ｌ３＜Ｌ２という関係が成立するように設定している。第３実施例の動弁装置２６は、このような荷重特性により図４に示すような必要最小限のスプリング荷重設定が可能となり、摩擦低減が可能となるとともに、第２・第３変更点Ｂ・Ｊにおいて夫々吸気第１・第２ロアスプリング１５０・１５２が順次に吸気アッパスプリング１４８の一部として作動し始め、ばね定数が段階的に低下するため、最大リフト高さ近傍で必要とされる荷重をさらに小さくすることができ、最大リフト高さ位置付近で必要とされる荷重をあまり大きくすることなく、リフト開始直後の荷重を小さくすることができる。
【００５５】
このため、この内燃機関２の動弁装置２６は、バルブスプリング必要荷重曲線Ｅにより近似した荷重特性を設定することができ、バルブスプリングの荷重特性をさらに適正化することができ、摩擦損失を低減することができる。
【００５６】
図８は、第４実施例を示すものである。第４実施例においては、第１実施例と同一機能を果たす箇所には同一符号を付して説明する。なお、吸気バルブ２８及び排気バルブ３２は、同様に構成されるので、吸気バルブ２８のみを例示して説明し、排気バルブ３２の説明は省略する。
【００５７】
第４実施例の動弁装置２６は、シリンダヘッド６の吸気ステムガイド４４周囲の吸気ステム支持部４０に円環形状の吸気ロアリテーナ６４を取付けて設け、吸気ロアリテーナ６４の外周縁から吸気アッパリテーナ６０側に向かって延長される筒形状の吸気延長部６８を設け、この吸気延長部６８の延長方向先端の内周縁から径中心側に向かって突出される円環形状の吸気係止部７２を設けている。
【００５８】
吸気アッパリテーナ６０と吸気ロアリテーナ６４との間には、吸気アッパスプリング１５４と吸気ロアスプリング１５６とを、互いに離反する一端側を夫々吸気アッパリテーナ６０と吸気ロアリテーナ６４とに当接させるとともに互いに対向する他端側を夫々当接させて装着し、吸気ロアスプリング１５６の他端側に吸気延長部６８の吸気係止部７２に係止される円環形状の吸気突部１５８を設けている。
【００５９】
吸気アッパスプリング１５４は、吸気アッパリテーナ６０と吸気延長部６８の吸気係止部７２に係止される吸気ロアスプリング１５６の他端側との間に装着され、第１変更点Ａでばね定数が変化するとともに、この第１変更点Ａよりも小さい取付荷重で初期設定される。吸気ロアスプリング１５６は、吸気突部１５８が係止する吸気延長部６８の吸気係止部７２と吸気ロアリテーナ６４との間に装着され、前記第１変更点Ａよりも大きい第２変更点Ｂで初期設定される。
【００６０】
このように、第４実施例の動弁装置２６は、吸気ロアスプリング１５６に吸気延長部６８の吸気係止部７２に係止される吸気突部１５８を設け、吸気延長部６８の吸気係止部７２と吸気ロアリテーナ６４との間に装着して初期設定していることにより、前述各実施例に記載される吸気スプリングシート７６・１３２・１４４・１４６を不要にすることができ、部品点数や組付工数を削減することができ、コストを削減することができる。
【００６１】
なお、上述実施例においては、アッパリテーナとロアリテーナとの間に２本あるいは３本のスプリングを装着したが、アッパリテーナとロアリテーナとの間にアッパリテーナ側からロアリテーナ側に向かって断面形状を順次に変化させて段階的に異なる複数のばね特性を有せしめた１本のスプリングを装着し、この１本のスプリングのアッパリテーナ側のばね特性に対して異なるばね特性となるロアリテーナ側の部分がロアリテーナとの間で伸縮可能になるように、ばね特性の変化する部分をロアリテーナに係止することにより、１本のスプリングで荷重に対してばね特性を変化させることができる。
【００６２】
【発明の効果】
このように、この発明の内燃機関の動弁装置は、低リフト時に必要とされる荷重を少なく設定することができるとともに、最大リフト高さ近傍で必要とされる荷重を小さくすることができる。
このため、この発明の内燃機関の動弁装置は、バルブスプリングの荷重特性を適正化することができ、摩擦損失を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例を示す動弁装置を備えた内燃機関の断面図である。
【図２】スプリングの荷重特性を示す図である。
【図３】バルブスプリング必要荷重曲線に対する変更点の設定を示す図である。
【図４】バルブ加速度とスプリング荷重との関係を示す図である。
【図５】第２実施例を示す動弁装置を備えた内燃機関の断面図である。
【図６】第３実施例を示す動弁装置の吸気バルブの拡大断面図である。
【図７】バルブスプリング必要荷重曲線に対する変更点の設定を示す図である。
【図８】第４実施例を示す動弁装置の吸気バルブの拡大断面図である。
【図９】従来例を示す動弁装置を備えた内燃機関の断面図である。
【図１０】スプリングの一般的な荷重特性を示す図である。
【図１１】図１０に示す荷重特性のスプリングを使用した動弁装置のバルブ加速度とスプリング荷重との関係を示す図である。
【図１２】変更点を最大リフト高さ側に設定したスプリングの荷重特性を示す図である。
【図１３】図１２に示す荷重特性のスプリングを使用した動弁装置のバルブ加速度とスプリング荷重との関係を示す図である。
【符号の説明】
２ 内燃機関
６ シリンダヘッド
１６ 燃焼室
２２ 吸気ポート
２４ 排気ポート
２６ 動弁装置
２８ 吸気バルブ
３０ 排気バルブ
３６ 吸気ステム
３８ 排気ステム
４０ 吸気ステム支持部
４２ 排気ステム支持部
４４ 吸気ステムガイド
４６ 排気ステムガイド
５２ 吸気ステム端部
５４ 排気ステム端部
６０ 吸気アッパリテーナ
６２ 排気アッパリテーナ
６４ 吸気ロアリテーナ
６６ 排気ロアリテーナ
７６ 吸気スプリングシート
７８ 排気スプリングシート
８０ 吸気アッパスプリング
８２ 排気アッパスプリング
８４ 吸気ロアスプリング
８６ 排気ロアスプリング
８８ 吸気タペット
９０ 排気タペット
１０４ 吸気カム軸
１０６ 排気カム軸
１０８ 吸気カム
１１０ 排気カム[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a valve train for an internal combustion engine, and more particularly to a valve train for an internal combustion engine that can optimize load characteristics of a valve spring and reduce friction loss.
[0002]
[Prior art]
An internal combustion engine mounted on a vehicle or the like is provided with a valve that opens and closes a port that opens and closes a port communicating with a combustion chamber in a cylinder head so as to be movable in the axial direction, and opens and closes the valve by the urging force of a spring and the driving force of a cam. A driving valve train is provided. FIG. 9 shows a valve train of an internal combustion engine. In FIG. 9, reference numeral 202 denotes an internal combustion engine, 204 denotes a cylinder block, 206 denotes a cylinder head, 208 denotes a cylinder head cover, 210 denotes a cylinder, 212 denotes a piston, 214 denotes a combustion chamber, 216 denotes an intake port, 218 denotes an exhaust port, and 220 denotes a moving port. It is a valve device.
[0003]
The valve operating device 220 of the internal combustion engine 202 includes an intake stem 226 and an exhaust stem 228 of an intake valve 222 and an exhaust valve 224 that open and close the intake port 216 and an exhaust port 218, and an intake stem support portion 230 and an exhaust stem support of the cylinder head 206. The portion 232 is supported by an intake stem guide 234 and an exhaust stem guide 236 so as to be movable in the axial direction.
[0004]
The intake valve 222 and the exhaust valve 224 include an intake retainer 246 and an exhaust retainer 248 attached to the intake stem end 238 and the exhaust stem end 240 by an intake cotter 242 and an exhaust cotter 244, and the intake stem support 230 of the cylinder head 206 and An intake spring 254 and an exhaust spring 256 are provided between the intake spring seat 250 and the exhaust spring seat 252 attached to the exhaust stem support portion 232.
[0005]
The intake valve 222 and the exhaust valve 224 are provided with an intake tappet 258 and an exhaust tappet 260 attached to an intake stem end 238 and an exhaust stem end 240, respectively. The intake shim 262 and the exhaust shim 264 of the intake tappet 258 and the exhaust tappet 260 have the intake camshaft 270 and the exhaust camshaft 272 supported by the intake camshaft cap 266 and the exhaust camshaft cap 268 on the upper surface of the cylinder head 206. The cam 274 and the exhaust cam 276 are in sliding contact.
[0006]
The valve gear 220 of the internal combustion engine 202 includes an intake valve 222 and an exhaust valve 224 which are supported by a cylinder head 206 so as to be movable in an axial direction, by urging forces of an intake spring 254 and an exhaust spring 256, an intake cam 274 and an exhaust cam 276. It is opened and closed by the driving force of.
[0007]
A conventional valve operating device for an internal combustion engine includes a valve spring mechanism that biases a valve provided in an engine cylinder in a closing direction, and a driving unit that opens and closes the valve in opposition to the biasing force of the valve spring mechanism. In the valve operating device for an engine, the valve spring mechanism is configured to include an air spring, and a pressure adjusting unit that varies a pressure in a pressure chamber of the air spring according to an operation state of the engine is provided. (For example, see Patent Document 1).
Further, in a conventional valve gear of an internal combustion engine, a coil spring provided between a cylinder head member and a valve retainer of an exhaust valve is formed into upper and lower halves, and they are arranged in series. A vertically movable cylindrical member is provided while being interposed between the upper and lower coil springs, and the lower end of the cylindrical member is brought into contact with the cylinder head member during a predetermined lift during the exhaust valve lift. There is one in which the tubular member is formed (for example, see Patent Document 2).
Further, in a conventional valve train of an internal combustion engine, a cylindrical member is fixed around a valve guide cylinder insertion hole of a cylinder head, and a piston-shaped lower valve spring receiver fitted to the cylinder member is provided below the cylinder member. A pressure chamber is formed, the pressure chamber is communicated with a lubricating hydraulic circuit, and a valve spring receiver is interposed between the spring receiver mounted on the stem end of the valve and the piston-shaped lower valve spring receiver, so that the engine is rotated. (See, for example, Patent Document 3).
Furthermore, a conventional valve train of an internal combustion engine is provided with a hydraulic tappet for eliminating a valve head gap.In a valve train of an internal combustion engine, the spring constant of a valve spring for biasing a valve in a closing direction is determined. In some cases, the valve spring is set to be small in the first half of compression and large in the second half of compression with respect to a compression middle point of the valve spring corresponding to the partial opening of the valve (for example, see Patent Document 4).
[0008]
[Patent Document 1]
Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-115808 (Claims for registering utility models, FIG. 1)
[Patent Document 2]
Japanese Utility Model Publication No. 56-97503 (claims for registering utility models, FIG. 1)
[Patent Document 3]
Japanese Utility Model Publication No. 57-61103 (claims for registering utility models, FIG. 1)
[Patent Document 2]
JP-A-62-13707 (Claims, FIGS. 1 and 2)
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
Meanwhile, in the conventional valve operating device 220 of the internal combustion engine 202 shown in FIG. 9, the intake valve 222 and the exhaust valve 224 are moved in the axial direction according to the profiles of the intake cam 274 and the exhaust cam 276 via the intake tappet 258 and the exhaust tappet 260. Move to At this time, the load is applied so that the intake valve 222 and the exhaust valve 224 are moved in the opening direction by the mechanical force of the intake cam 274 and the exhaust cam 276, and are moved in the closing direction by the urging force of the intake spring 254 and the exhaust spring 256. And the movement is controlled.
[0010]
A spring for urging the valve of such a valve train in the closing direction has a load characteristic as shown in FIG. 10 as a general load characteristic. This spring is a two-stage unequal pitch coil spring having a wide pitch and a narrow pitch in order to prevent surging which is a resonance phenomenon of the valve. It is set to have the spring constant of the step.
[0011]
Further, the valve of the valve train is generally operated at an acceleration as shown in FIG. Since the acceleration is acceleration = force, the acceleration diagram shown in FIG. 11 can be replaced with a load necessary for causing the valve to perform a predetermined operation.
[0012]
However, according to the acceleration diagram shown in FIG. 11, in the low lift portion where the valve lift is small, the spring load is more than necessary on the valve although the required load required to operate the valve is relatively low. However, there is a problem that the friction loss of the valve train is increased.
[0013]
In order to cope with such a problem, as shown in FIG. 12, when the change point A of the spring constant is set so as to approach the maximum lift height from the spring mounting height, as shown in FIG. While the loss can be reduced (load reduction portion), the spring load in the vicinity of the maximum lift height is increased (load increase portion), so that there is an inconvenience of increasing the friction loss of the valve gear.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
Therefore, in order to eliminate the above-mentioned disadvantage, the present invention provides a valve for opening and closing a port communicating with a combustion chamber in a cylinder head of an internal combustion engine so as to be movable in the axial direction, and provides the valve with a biasing force of a spring. And a driving force of a cam, the valve operating device of the internal combustion engine driven by opening and closing by the driving force of the cam, provided with an appendage retainer attached to the stem end of the valve stem of the valve, and provided on the stem supporting portion of the cylinder head supporting the valve stem of the valve. A lower retainer is attached and provided, and a spring seat is held and provided on the lower retainer so as to be movable in the axial direction of the valve. An upper spring is mounted and provided between the upper retainer and the spring seat, and the lower retainer and the spring seat are provided. And a lower spring is attached between the upper spring and the upper spring. And the lower spring is initially set at a second change point greater than the first change point and the cam pushes down the valve. In addition, the upper spring is operated up to a first change point, and the upper spring and the lower spring are operated from a second change point.
[0015]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
In the valve gear of the internal combustion engine according to the present invention, the upper spring is initially set with an attachment load smaller than the first change point at which the spring constant changes, and the first change point is larger than when a single spring is operated. Since it is set so as to approach the lift height, the load required at the time of low lift can be set small, and the lower spring is initially set at the second change point larger than the first change point, and the second spring is set at the second change point. Since the upper spring and the lower spring are activated from the change point, when the initial load point of the lower spring is reached, the lower spring starts operating as a part of the upper spring, and the spring constant decreases, so that the vicinity of the maximum lift height Thus, the required load can be reduced.
[0016]
【Example】
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. 1 to 4 show a first embodiment of the present invention. In FIG. 1, 2 is an internal combustion engine, 4 is a cylinder block, 6 is a cylinder head, 8 is a cylinder head cover, 10 is a cylinder, 12 is a piston, 14 is a head side recess, and 16 is a combustion chamber. The internal combustion engine 2 has a combustion chamber 16 formed by a cylinder 10 of a cylinder block 4, a piston 12 slidably incorporated in the cylinder 10, and a head side recess 14 of a cylinder head 6. The cylinder head 6 is provided with an intake port 22 and an exhaust port 24 which communicate with an intake port 18 and an exhaust port 20 facing the combustion chamber 16.
[0017]
The valve train 26 of the internal combustion engine 2 is provided with an intake valve 28 and an exhaust valve 30 for opening and closing the intake port 22 and the exhaust port 24. The intake valve 28 and the exhaust valve 30 are provided with an intake valve head 32 and an exhaust valve head 34 that are brought into contact with and separated from the intake port 18 and the exhaust port 20, and the intake stem 36 and the exhaust stem 38 are connected to the intake stem support portion 40 of the cylinder head 6. An exhaust stem support portion 42 is provided so as to be movable in the axial direction by an intake stem guide 44 and an exhaust stem guide 46. An intake stem seal 48 and an exhaust stem seal 50 are attached to the intake stem guide 44 and the exhaust stem guide 46.
[0018]
The intake valve 28 and the exhaust valve 30 are provided with annular intake adjusters 60 and exhaust retainers 62 attached to an intake stem end 52 and an exhaust stem end 54 by an intake cotter 56 and an exhaust cotter 58.
[0019]
The cylinder head 6 is provided with an annular intake lower retainer 64 and an exhaust lower retainer 66 attached to the intake stem support portion 40 and the exhaust stem support portion 42 around the intake stem guide 44 and the exhaust stem guide 46. The intake lower retainer 64 and the exhaust lower retainer 66 are provided with a cylindrical intake extension 68 and an exhaust extension 70 which extend from the outer peripheral edge toward the intake applicator 60 and the exhaust retainer 62, respectively. A ring-shaped intake locking portion 72 and an exhaust locking portion 74 are provided which protrude from the inner peripheral edge of the exhaust extension portion 70 in the extension direction toward the radial center side.
[0020]
In the intake lower retainer 64 and the exhaust lower retainer 66, a ring-shaped intake spring seat 76 and an exhaust spring seat 78 are provided inside the cylindrical intake extension 68 and the exhaust extension 70 with the intake lower retainer 64 and the exhaust lower retainer 66. It is mounted movably in the axial direction between the locking portion 72 and the exhaust locking portion 74. Accordingly, the intake lower retainer 64 and the exhaust lower retainer 66 hold the intake spring seat 76 and the exhaust spring seat 78 movably in the axial direction of the intake valve 28 and the exhaust valve 30.
[0021]
An intake upper spring is provided between the intake air retainer 60 and the exhaust air retainer 62 and the intake spring seat 76 and the exhaust spring seat 78 so as to be mounted on an intake tappet 88 and an exhaust tappet 90 each having a closed bottomed cylindrical shape, which will be described later. 80 and an exhaust upper spring 82 are mounted. An intake lower spring 84 and an exhaust lower spring are provided between the intake lower retainer 64 and the exhaust lower retainer 66 and the intake spring seat 76 and the exhaust spring seat 78 so as to be installed in the cylindrical intake extension 68 and the exhaust extension 70. 86 is attached.
[0022]
The intake valve 28 and the exhaust valve 30 are provided with an intake tappet 88 and an exhaust tappet 90 each having a closed bottomed cylindrical shape at an intake stem end 52 and an exhaust stem end 54. The intake tappet 88 and the exhaust tappet 90 are provided so as to be slidable in the axial direction on the cylindrical intake tappet support portion 92 and the exhaust tappet support portion 94 of the cylinder head 6. 100 and an exhaust shim 102 are provided.
[0023]
The intake shim 100 and the exhaust shim 102 of the intake tappet 88 and the exhaust tappet 90 are slidably contacted with the intake cam 108 and the exhaust cam 110 of the intake cam shaft 104 and the exhaust cam shaft 106 which are supported by the cylinder head 6. The intake camshaft 104 and the exhaust camshaft 106 are provided on the upper surface of the cylinder head 6 by being supported by an intake camshaft cap 112 and an exhaust camshaft cap 114. The intake camshaft cap 112 and the exhaust camshaft cap 114 are mounted on the cylinder head 6 with an intake cap mounting bolt 116 and an exhaust cap mounting bolt 118.
[0024]
The valve gear 26 biases the intake valve 28 and the exhaust valve 30 movably supported in the cylinder head 6 in the axial direction with the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 and the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86. And the driving force of the intake cam 108 and the exhaust cam 110 to open and close.
[0025]
In this valve train 26, the loads of the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82, and the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 are set as shown in FIG. The intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 are two-step unequal-pitch coil springs having a wide pitch part and a narrow pitch part, and are set to have a two-step spring constant with the first change point A interposed therebetween. Then, the spring constant changes at the first change point A, and the initial setting is made with an attachment load smaller than the first change point A. The intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 are initialized at a second change point B larger than the first change point A.
[0026]
The second change point B is set on a tangent line F from the initial set point D of the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 to the valve spring required load curve E, as shown in FIG. The first change point A is set at the intersection of a tangent line G from the second change point B to the valve spring required load curve E and a line I connecting the zero load point H and the initial set point D. .
[0027]
The spring constant of the valve train 26 is L1 from the zero load point H to the first change point A, L2 the spring constant from the first change point A to the second change point B, and the second change point B. Is set so that the relationship L1 <L3 <L2 is satisfied, where L3 is the spring constant from the maximum lift height to the maximum lift height. Accordingly, when the intake cam 108 and the exhaust cam 110 push down the intake valve 28 and the exhaust valve 30 via the intake tappet 88 and the exhaust tappet 90, the valve train 26 The second change point B activates the intake upper spring 80, the exhaust upper spring 82, the intake lower spring 84, and the exhaust lower spring 86.
[0028]
Next, the operation will be described.
[0029]
As shown in FIG. 1, the valve train 26 of the internal combustion engine 2 causes the intake lower retainer 64 and the exhaust lower retainer 66 to hold the intake spring seat 76 and the exhaust spring seat 78 movably in the axial direction, and the intake upper retainer 60 and the exhaust upper An intake upper spring 80, an exhaust upper spring 82, an intake lower spring 84, and an exhaust lower spring 86 are mounted between the retainer 62, the intake lower retainer 64, and the exhaust lower retainer 66 via an intake spring seat 76 and an exhaust spring seat 78. are doing.
[0030]
As shown in FIG. 2, the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 determine the first change point A where the spring constant changes between the intake spring retainer 60 and the exhaust spring retainer 62 and the intake spring seat 76 and the exhaust spring seat 78. It is set on the maximum lift height side from the initial set point D depending on the spring mounting height between the two. As a result, the spring constant of the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 changes at the first change point A larger than the initial set point D due to the spring mounting height, and the initial set point D smaller than the first change point A is changed. Initially set with the mounting load of. The first change point A is set at the intersection of a tangent line G from the second change point B to the valve spring required load curve E and a line I connecting the zero load point H and the initial set point D, as shown in FIG. Have been.
[0031]
As shown in FIG. 2, the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 are mounted between the intake lower retainer 64 and the exhaust lower retainer 66 and the intake spring seat 76 and the exhaust spring seat 78. Is set to a second change point B on the maximum lift height side from the first change point A. Accordingly, the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 are initially set at the second change point B which is larger than the first change point A by applying a constant load at the time of setting. The second change point B is set on a tangent line F from the initial set point D of the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 to the valve spring required load curve E, as shown in FIG.
[0032]
When the intake cam 108 and the exhaust cam 110 push down the intake valve 28 and the exhaust valve 30 via the intake tappet 88 and the exhaust tappet 90, and a load acts on each of the springs 80 to 86, the valve gear 26 operates. Up to the initial load (second change point B) of the exhaust lower spring 86, only the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 operate. Since the required load required to operate only the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 is relatively low, the spring constant from the initial set point D to the first change point A is set to the zero load point H and the initial set point. The load characteristic is set on the extension of the line I connecting D and the load characteristic is lower than the conventional load characteristic.
[0033]
In the valve gear 26, the load acting on each of the springs 80 to 86 exceeds the first change point A from the initial set point D to the initial load (the second change point B) of the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86. At this time, the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 start to operate as a part of the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82, so that the number of spring turns increases, and the spring constant decreases. A load characteristic as shown by C is obtained.
[0034]
With this load characteristic, the valve operating device 26 can set a minimum necessary spring load as shown in FIG. 4 and reduce friction.
[0035]
As described above, in the valve train 26 of the internal combustion engine 2, the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 are initialized (initial set point D) with an attachment load smaller than the first change point A at which the spring constant changes. Since the first change point A is set so as to approach the maximum lift height, the load required at the time of low lift can be set small.
[0036]
In the valve operating device 26, the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 are initially set at a second change point B larger than the first change point A. From the second change point B, the intake upper spring 80 and the exhaust Since the upper spring 82, the intake lower spring 84, and the exhaust lower spring 86 are operated, when the initial load points of the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 are reached, the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 are moved by the intake upper spring 80. In addition, since it starts operating as a part of the exhaust upper spring 82 and the spring constant decreases, the load required near the maximum lift height can be reduced. Assuming that the spring constant of this valve train 26 is L1 up to the first change point A, L2 is the spring constant up to the second change point B, and L3 is the spring constant from the second change point B, L1 < By setting the relationship L3 <L2, the load immediately after the start of the lift can be reduced without increasing the load required near the maximum lift height position.
[0037]
For this reason, the valve train 26 of the internal combustion engine 2 can optimize the load characteristics of the valve spring and reduce the friction loss.
[0038]
Further, as shown in FIG. 3, the valve operating device 26 sets the second change point B on a tangent F from the initial set point D of the intake upper spring 80 and the exhaust upper spring 82 to the valve spring required load curve E. By doing so, the friction loss at the starting point of the lift can be reduced, and the friction loss at the maximum lift height can be minimized. And the maximum lift height, the initial load of the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 is not excessively increased, and the friction loss can be reduced.
[0039]
Further, as shown in FIG. 3, the valve operating device 26 sets the first change point A to a tangent G from the second change point B to the valve spring required load curve E, a load zero point H, and an initial set point D. Is set at the intersection with the line I connecting the two, the friction loss at the lift start point can be minimized, and the friction loss at the maximum lift height can also be minimized.
[0040]
FIG. 5 shows a second embodiment. In the second embodiment, portions that perform the same functions as in the first embodiment will be described with the same reference numerals.
[0041]
In the valve train 26 of the second embodiment, annular intake lower retainers 120 and exhaust lower retainers 122 are provided on the intake stem support portion 40 and the exhaust stem support portion 42 around the intake stem guide 44 and the exhaust stem guide 46 of the cylinder head 6. A cylindrical intake extension portion 124 and an exhaust extension portion 126 are attached and provided, and extend from the inner peripheral edges of the intake lower retainer 120 and the exhaust lower retainer 122 toward the intake aligner 60 and the exhaust aligner 62, respectively. A ring-shaped intake locking portion 128 and an exhaust locking portion 130 that protrude radially outward from the outer peripheral edges of the extension portions 124 and the exhaust extension portions 126 in the extension direction are provided.
[0042]
To the intake lower retainer 120 and the exhaust lower retainer 122, annular intake spring seats 132 and exhaust spring seats 134 are provided outside of the cylindrical intake extension 124 and the exhaust extension 126, and the intake lower retainer 120 and the exhaust lower retainer 122 are connected to the intake lower retainer 120 and the exhaust lower retainer 122. It is mounted movably in the axial direction between the locking portion 128 and the exhaust locking portion 130. As a result, the intake lower retainer 120 and the exhaust lower retainer 122 hold the intake spring seat 132 and the exhaust spring seat 134 movably in the axial direction of the intake valve 28 and the exhaust valve 30. An intake lower spring 84 and an exhaust lower spring 86 are provided between the intake lower retainer 120 and the exhaust lower retainer 122 and the intake spring seat 132 and the exhaust spring seat 134 so as to be covered with a cylindrical intake extension 124 and an exhaust extension 126. Is installed.
[0043]
As described above, in the valve train 26 of the second embodiment, the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 of the first embodiment are housed in the cylindrical intake extension 68 and the exhaust extension 70. Thus, the outer surfaces of the small-diameter intake extension portion 124 and the exhaust extension portion 126 can lubricate the intake cam 108 and the exhaust cam 110 to lubricate the intake lower spring 84 and the exhaust lower spring 86 with oil flowing down. In addition, it is possible to prevent abrasion and ensure the operation reliability.
[0044]
6 and 7 show a third embodiment. In the third embodiment, portions that perform the same functions as in the first embodiment will be described with the same reference numerals. Since the intake valve 28 and the exhaust valve 32 have the same configuration, only the intake valve 28 will be described as an example, and the description of the exhaust valve 32 will be omitted.
[0045]
As shown in FIG. 6, the valve operating device 26 of the third embodiment is provided with an annular intake lower retainer 136 attached to an intake stem support portion 40 around the intake stem guide 44 of the cylinder head 6. The intake lower retainer 136 is provided with a cylindrical intake extension 138 extending from the outer peripheral edge toward the intake air retainer 60, and has an annular shape protruding from the inner peripheral edge at the front end in the extension direction toward the radial center. And the annular second intake locking portion 142 protruding from the inner peripheral edge of the intake extension 138 in the middle in the extension direction toward the radial center side.
[0046]
In the intake lower retainer 136, an annular intake first spring seat 144 is axially inserted between the intake first engagement portion 140 and the intake second engagement portion 142 inside the cylindrical intake extension 138. In addition to being movably mounted, the annular intake second spring seat 146 is movably mounted in the axial direction between the intake second locking portion 142 and the intake lower retainer 136. Thus, the intake lower retainer 136 holds the plurality of intake first and second spring seats 144 and 146 movably in the axial direction of the intake valve 28.
[0047]
Between the intake air retainer 60 and the intake first spring seat 144, which is one of the intake first and second spring seats 144, 146, an intake tappet 88 having a closed bottomed bottom cylindrical shape is provided. , And an intake upper spring 148 is attached. An intake first lower spring 150 is mounted between the intake first spring seats 144 and the intake second spring seats 146 so as to be housed in the cylindrical intake extension 138. Between the intake lower retainer 136 and the intake second spring seat 146 which is another one of the plurality of intake first and second spring seats 144 and 146, so as to be housed in a cylindrical intake extension 138, The intake second lower spring 152 is mounted.
[0048]
The valve gear 26 sets the load of the intake upper spring 148 and the intake first and second lower springs 150 and 152 as shown in FIG. The intake upper spring 148 is a two-stage unequal-pitch coil spring having a wide pitch portion and a narrow pitch portion, and is set to have a two-stage spring constant with the first change point A interposed therebetween. The spring constant changes at the point A, and the initial setting is made with an attachment load smaller than the first change point A. The plurality of intake first and second spring seats 144 and 146 are initially set at a second change point B larger than the first change point A, and each change becomes sequentially larger than the second change point B. Each point is initialized. That is, the first intake lower spring 150 is initialized at the second change point B which is larger than the first change point A. The intake second lower spring 152 is initialized at a third change point J larger than the second change point A.
[0049]
The second change point B is set on a tangent line F from the initial set point D of the intake upper spring 148 to the valve spring required load curve E. The first change point A is set at the intersection of a tangent line G from the second change point B to the valve spring required load curve E and a line I connecting the zero load point H and the initial set point D. . Further, the third change point J is set at the intersection of the tangent F and the tangent K at the maximum lift height of the required valve spring load curve E.
[0050]
The spring constant of the valve train 26 is L1 up to the first change point A, L2 the spring constant up to the second change point B, L3 the spring constant up to the third change point J, and the third change point. Assuming that the spring constant from J is L4, the relationship L1 <L4 <L3 <L2 is established. Accordingly, when the intake cam 108 pushes down the intake valve 28 via the intake tappet 88, the valve train 26 activates the intake upper spring 148 up to the first change point A, and operates from the second change point B. The intake first and second lower springs 150 and 152 are sequentially added to the intake upper spring 148 to operate. That is, the intake upper spring 148 and the intake first lower spring 150 are operated from the second change point B, and the intake upper spring 148, the intake first lower spring 150, and the intake second lower spring 152 are started from the third change point J. And actuate.
[0051]
When the intake cam 108 pushes down the intake valve 28 via the intake tappet 88 to apply a load to each of the springs 148 to 152, the valve operating device 26 first sets the initial load of the intake first lower spring 150 (the second change point B). Until), only the intake upper spring 148 operates.
[0052]
When the load acting on each of the springs 148 to 152 exceeds the first change point A from the initial set point D and reaches the initial load of the intake first lower spring 150 (the second change point B), Since the intake first lower spring 150 starts to operate as a part of the intake upper spring 148, the spring constant decreases due to an increase in the number of turns of the spring, and a load characteristic as shown by F in FIG. 7 is obtained.
[0053]
When the load acting on each of the springs 148 to 152 exceeds the second change point B and reaches the initial load (third change point J) of the intake second lower spring 152, the valve train 26 sets the intake second lower spring Since the 152 starts to operate as a part of the intake upper spring 148 together with the intake first lower spring 152, the spring constant further decreases due to an increase in the number of turns of the spring, resulting in a load characteristic as shown by K in FIG.
[0054]
Thus, the valve train 26 of the third embodiment has a spring constant L1 up to the first change point A, a spring constant L2 up to the second change point B, and a spring constant L3 up to the third change point J. When the spring constant from the third change point J is L4, the relationship L1 <L4 <L3 <L2 is established. According to the valve train 26 of the third embodiment, such a load characteristic makes it possible to set the minimum necessary spring load as shown in FIG. 4, to reduce friction, and to change the second and third change points B. In J, the intake first and second lower springs 150 and 152 start operating sequentially as a part of the intake upper spring 148, respectively, and the spring constant gradually decreases, so that it is required near the maximum lift height. The load can be further reduced, and the load immediately after the start of the lift can be reduced without increasing the load required near the maximum lift height position.
[0055]
For this reason, the valve train 26 of the internal combustion engine 2 can set a load characteristic approximate to the valve spring required load curve E, further optimize the load characteristic of the valve spring, and reduce friction loss. can do.
[0056]
FIG. 8 shows a fourth embodiment. In the fourth embodiment, portions that perform the same functions as in the first embodiment will be described with the same reference numerals. Since the intake valve 28 and the exhaust valve 32 have the same configuration, only the intake valve 28 will be described as an example, and the description of the exhaust valve 32 will be omitted.
[0057]
The valve gear 26 of the fourth embodiment is provided with an annular intake lower retainer 64 attached to an intake stem support portion 40 around the intake stem guide 44 of the cylinder head 6. A cylindrical intake extension 68 extending toward the side is provided, and a ring-shaped intake locking portion 72 protruding toward the radial center side from the inner peripheral edge of the extension direction front end of the intake extension 68 is provided. ing.
[0058]
An intake upper spring 154 and an intake lower spring 156 are provided between the intake air retainer 60 and the intake lower retainer 64, and one ends of the intake upper spring 154 and the intake lower spring 156 are opposed to each other while being abutted to the intake air retainer 60 and the intake lower retainer 64, respectively. The other end of the intake lower spring 156 is provided with an annular intake projection 158 that is engaged with the intake engagement portion 72 of the intake extension 68 on the other end of the intake lower spring 156.
[0059]
The intake upper spring 154 is mounted between the intake appendage retainer 60 and the other end of the intake lower spring 156 locked by the intake locking portion 72 of the intake extension portion 68, and has a spring constant at a first change point A. It changes and is initially set with an attachment load smaller than the first change point A. The intake lower spring 156 is mounted between the intake locking portion 72 of the intake extension 68 and the intake lower retainer 64 to which the intake projection 158 is locked, and at a second change point B larger than the first change point A. Initialized.
[0060]
As described above, in the valve operating device 26 of the fourth embodiment, the intake lowering spring 156 is provided with the intake projection 158 which is engaged with the intake retaining portion 72 of the intake extension 68, and the intake extension 68 is engaged with the intake lock. By mounting between the portion 72 and the intake lower retainer 64 for initial setting, the intake spring seats 76, 132, 144, and 146 described in each of the above embodiments can be eliminated, and the number of parts and the number of parts can be reduced. The number of assembling steps can be reduced, and the cost can be reduced.
[0061]
In the above-described embodiment, two or three springs are mounted between the retainer and the lower retainer. A single spring having a plurality of spring characteristics that are changed and changed stepwise is attached, and a lower retainer side portion that has different spring characteristics from the spring characteristics of the single retainer on the applicator retainer side is attached to the lower retainer. By locking the portion where the spring characteristics change to the lower retainer so that the spring characteristics can be extended and contracted, the spring characteristics can be changed with respect to the load by one spring.
[0062]
【The invention's effect】
As described above, the valve train for an internal combustion engine according to the present invention can reduce the load required at the time of a low lift, and can reduce the load required near the maximum lift height.
Therefore, the valve train of the internal combustion engine according to the present invention can optimize the load characteristics of the valve spring and reduce the friction loss.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view of an internal combustion engine provided with a valve train according to a first embodiment.
FIG. 2 is a diagram showing load characteristics of a spring.
FIG. 3 is a diagram showing setting of a change point with respect to a valve spring required load curve.
FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a valve acceleration and a spring load.
FIG. 5 is a sectional view of an internal combustion engine provided with a valve train according to a second embodiment.
FIG. 6 is an enlarged sectional view of an intake valve of a valve train according to a third embodiment.
FIG. 7 is a diagram showing setting of a change point with respect to a valve spring required load curve.
FIG. 8 is an enlarged sectional view of an intake valve of a valve train according to a fourth embodiment.
FIG. 9 is a cross-sectional view of an internal combustion engine provided with a valve train showing a conventional example.
FIG. 10 is a diagram showing general load characteristics of a spring.
11 is a diagram showing a relationship between a valve acceleration and a spring load of a valve train using a spring having the load characteristics shown in FIG.
FIG. 12 is a diagram showing load characteristics of a spring in which a change point is set on a maximum lift height side.
13 is a diagram showing a relationship between a valve acceleration and a spring load of a valve train using a spring having the load characteristics shown in FIG.
[Explanation of symbols]
2 Internal combustion engine
6 Cylinder head
16 Combustion chamber
22 Intake port
24 Exhaust port
26 Valve train
28 Intake valve
30 Exhaust valve
36 intake stem
38 Exhaust stem
40 Intake stem support
42 Exhaust stem support
44 Intake Stem Guide
46 Exhaust stem guide
52 End of intake stem
54 Exhaust stem end
60 intake air retainer
62 Exhaust air retainer
64 intake lower retainer
66 Exhaust lower retainer
76 intake spring seat
78 Exhaust spring seat
80 intake upper spring
82 Exhaust upper spring
84 intake lower spring
86 Exhaust lower spring
88 Inlet Tappet
90 exhaust tappet
104 intake camshaft
106 exhaust camshaft
108 intake cam
110 exhaust cam
